機械設計雙級展開式圓柱齒輪減速器說明書終版

1、武漢工程大學機械設計課程設計設計計算說明書題目: 雙級展開式圓柱齒輪減速器專業(yè): 機械電子工程班級：03班姓名: 陳倩學號: 1203120302指導教師: 秦襄培武漢工程大學機電工程學院 2015年1月7日目 錄一、設計任務書 2二、傳動方案的分析與擬定 2三、電動機的選擇與計算 3四、傳動比的分配 3五、傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算 4六、傳動零件的設計計算和軸系零部件的初步選擇 6七、聯(lián)軸器的選擇及計算16八、鍵連接的選擇及計算16九、軸的強度校核計算18十、潤滑和密封21十一、箱體及附件的結構設計和選擇22十二、設計小結24十三、參考資料24一 設計任務書設計帶式傳輸機傳動裝置

2、中的雙級圓柱齒輪減速器。設計數(shù)據(jù)及工作條件： T=370Nm; V=0.75m/s; D=330mm； 生產規(guī)模：中小批量； 工作環(huán)境：多塵； 載荷特性：平穩(wěn)； 工作期限：8年，兩班制。 設計注意事項： 1.設計由減速器裝配圖1張，零件圖2張（包括低速軸和低速軸上大齒輪），以及設計計算說明書一份組成; 2.設計中所有標準均按我國標準采用，設計說明書應按規(guī)定紙張及格式編寫;3. 設計圖紙及設計說明書必須按進度完成，經指導教師審查認可后，才能給予評分或答辯。二 傳動方案的分析與擬定根據(jù)已知條件計算出工作機滾筒的轉速為為防止過載以及過載而引起的安全事故，可擬定傳動方案為：外部V帶傳動+內部雙級圓柱齒

3、輪傳動。機構整體布置如圖一：圖1. 傳動方案簡圖T=370Nm; V=0.75m/s;D=330mmnw=43.41r/min三 電動機的選擇與計算1 電動機的類型選擇 根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相交流異步電動機。2 電動機的功率 工作機有效功率:Pw = Tnw/9550 =370×43.41/9550 kW=1.68 kW 設電動機到工作機之間的總效率為，并設1，2，3，4，5 分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為8級）、滾動軸承、V帶傳動以及滾筒的效率。查文獻4表2-2可得： 1=0.99，2=0.97，3=0.99，4=0.96，5=0.96，由此可得：總效率

4、： =1223445 =0.972×0.994×0.96×0.96 =0.833 電動機所需功率： Pd=Pw/=1.68/0.833=2.02 kW 查文獻4表16-1選取電動機的功率為2.2 kW。3 電動機轉速的選擇 在常用的同步轉速為1500 r/min和1000 r/min兩者之間選擇。前者雖然電動機轉速高、價格低，但總傳動比大。為了能合理地分配傳動比，使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1500 r/min 的電動機。4 電動機型號確定由功率和轉速，查表20-1，選擇電動機型號為：Y100L1-4,其滿載轉速為1420r/min，查表20-2，可得：

5、中心高H=100 mm； 軸外伸軸徑D=28 mm； 軸外伸長度E=60 mm.四 傳動比的分配 計算得內外總的傳動比取V帶傳動的傳動比i1=2.5則減速器的總傳動比因此，雙級圓柱齒輪減速器高速級傳動比總效率：=0.833電動機型號：Y100L1-4低速級的傳動比五 傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算1. 各軸的轉速計算2. 各軸的輸入功率計算 3. 各軸的輸入轉矩計算將上述數(shù)據(jù)歸納總結如下表所示。表1. 各軸的運動和動力參數(shù)軸號轉速（r/min）功 率（kW）轉 矩（N·m）傳動比i電動機輸出軸014202.214.82.54.123.17高速軸I5682.11235.51中間軸

6、II137.862.028140.49低速軸III43.491.947427.54減速器總傳動比：i=13.08高速級傳動比：i2=4.12低速級傳動比i3=3.17 六 傳動零件的設計計算和軸系零部件的初步選擇1. 減速器外部傳動V帶傳動的設計計算（1）、確定計算功率 兩班制工作，即每天工作16h，查表8-8得工況系數(shù)KA=1.2，故 Pc = KAP = 1.2×2.2 kW =2.64 kW（2）、選擇普通V帶的型號 根據(jù)Pc=2.641 kW、n1=1420 r/min，選用A型帶。（3）、選取帶輪基準直徑dd1和dd2 取dd1=90 mm，并取=0.02，則（4）、驗算帶

7、速v 因v在525 m/s 范圍內，故帶速合適。（5）、確定中心距a和帶的基準長度Ld 初定中心距a0的取值范圍為 初選中心距a0=400 mm。由此計算所需帶長為 查表8-2，選擇基準長度Ld=1250mm。由此計算實際中心距得（6）、驗算小帶輪包角1帶輪基準直徑：dd1=90 mmdd2=225 mm安裝中心距：a=372 mm帶的基準長度：Ld=1250 mm （7）、確定帶的根數(shù)已知dd1=90 mm，i=2.5，v=6.69 m/s，查文獻2表8-4得P0=1.05 kW，查文獻2表8-5得P0=0.17 kW；因=159.2°，查文獻2表8-6得K=0.946；因Ld=1

8、250 mm，查文獻2表8-2得KL=0.93，因此取z=3根。（8）、確定初拉力F0單根普通V帶的初拉力為（9）、計算壓軸力FQ（10）、帶輪的結構設計A、小帶輪的結構設計由于dd1=90mm300mm, 所以帶輪采用腹板式結構，其頂圓直徑da1=95.5mm，輪轂長度L1=45mm，故小帶輪1的結構設計合理。B、大帶輪的結構設計由于dd2=225mm300mm，所以帶輪采用腹板式結構，其頂圓直徑da2=230.5mm，輪轂長度L2=60mm。小帶輪包角：1=159.2°帶的根數(shù)：Z=3初拉力：F0=170.7N壓軸力：FQ=665.33N小帶輪：頂圓直徑：da1=90.5mm輪轂

9、長度：L1=45mm大帶輪：頂圓直徑：da2=230.5mm輪轂長度：L2=60mm2高速級傳動齒輪的設計計算高速級主動輪輸入功率2.112 kW，轉速569 r/min，轉矩T1=35.51 N·m，齒數(shù)比u=i2=4.12，單向運轉，載荷平穩(wěn)，每天工作16小時，預期壽命8年，電動機驅動。（1）、選擇齒輪的材料及熱處理方式小齒輪:40Cr,調質處理，齒面硬度280HBS;大齒輪:45鋼,調質處理，齒面硬度240HBS。（2）、確定許用應力A. 確定極限應力Hlim和Flim許用接觸應力Hlim1=548MPa，Hlim2=585.33MPa；許用彎曲應力Flim1=500MPa，F(xiàn)

10、lim2=380MPa。B. 計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)ZN，YN查文獻2圖10-23和圖10-22得，. C. 計算許用應力安全系數(shù)：，則：（3）、初步確定齒輪基本參數(shù)和主要尺寸A. 選擇齒輪類型選用較平穩(wěn)、噪聲小、承載能力較強的斜齒圓柱齒輪傳動。B. 選用7級精度C. 初選參數(shù)初選參數(shù)：，ZZu=30×4.17=112， , 齒寬系數(shù)。D. 初步計算齒輪主要尺寸小齒輪1齒數(shù)：Z1=27大齒輪2齒數(shù)：Z2=112變位系數(shù)：齒寬系數(shù)：由于載荷平穩(wěn)，取載荷系數(shù)K=1.1,根據(jù)螺旋角查得節(jié)點區(qū)域系數(shù);彈性系數(shù);取重合度系數(shù);螺旋角系數(shù)為：；H= =537.04MPa，因此，有： 故

11、：取標準模數(shù)mn=2 mm，則中心距圓整后取a=143 mm。調整螺旋角：計算分度圓直徑：計算圓周速度：法面模數(shù)：mn=1.5 mm中心距：a=130 mm螺旋角：分度圓直徑：d1=55.55mm；d2=230.45mm圓周速度：v=1.704 m/s計算齒寬：大齒輪：，小齒輪：;（4）、 驗算輪齒的彎曲疲勞強度計算當量齒數(shù):查圖得，齒形系數(shù)：，；應力修正系數(shù)：，。取，則：齒根彎曲強度足夠。（5）、齒輪結構設計齒頂圓直徑：齒根圓直徑：大齒輪齒寬：b2=45mm小齒輪齒寬：b1=50mm齒頂圓直徑：da1=59.55mmda2=234.45mm高速級齒輪設計結果： ，d1=55.55 mm ,

12、d2=230.45 mmda1=59.55mm , da2=234.45mmdf1=50.55mm , df2=225.45mmb1=50 mm , b2=45mm mn=2 mm , , a=143mm ， v=1.704m/s.3. 低速級傳動齒輪的設計計算低速級主動輪輸入功率1.947kW，轉速43.49r/min，轉矩T3=427.54 N·m，齒數(shù)比u=i3=3.17，單向運轉，載荷平穩(wěn)，每天工作16小時，預期壽命8年，電動機驅動。（1）、選擇齒輪的材料及熱處理方式大小齒輪均采用45鋼表面淬火，齒面硬度4050HRC，取45HRC。（2）、確定許用應力A確定極限應力Hlim

13、和Flim許用接觸應力Hlim3=Hlim4=600MPa許用彎曲應力Flim3=Flim4=550MPaB計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)查圖表得，。C計算許用應力安全系數(shù)：，故有：齒根圓直徑：df1=50.55mmdf2=225.45mm（3）、初步確定齒輪基本參數(shù)和主要尺寸A選擇齒輪類型初估齒輪圓周速度v<=2.5m/s，選用較平穩(wěn)、噪聲小、承載能力較強的斜齒圓柱齒輪傳動。B初步選用7級精度C初選參數(shù)初選：，, Z4=Z3u=423.17133，齒寬系數(shù)。D初步計算齒輪主要尺寸查得：Ysa3=2.448 ,Ysa4=1.675 ;YFa3=2.157 ,YFa4=1.82 ;取Y=

14、0.663，Y=0.633；由于載荷平穩(wěn)，取載荷系數(shù)K=1.3，則：（因為比大，所以上式將代入）小齒輪3齒數(shù)：Z3=42大齒輪4齒數(shù)：Z4=133變位系數(shù)：齒寬系數(shù)：取標準模數(shù)mn=3mm，則中心距圓整后取a=276mm。調整螺旋角：計算分度圓直徑：計算圓周速度：符合估計值。計算齒寬：大齒輪：，小齒輪：;（4）、驗算輪齒齒面接觸疲勞強度查得節(jié)點區(qū)域系數(shù);彈性系數(shù);取重合度系數(shù);螺旋角系數(shù)，則：齒面接觸疲勞強度滿足要求。法面模數(shù)：mn=3.5 mm中心距：a=165mm螺旋角：分度圓直徑：d3=130.56mmd4=413.44mm圓周速度：v=0.297 m/s大齒輪4齒寬：b4=105 mm

15、小齒輪3齒寬：b3=110 mm（5）、齒輪結構設計齒頂圓直徑：齒根圓直徑：低速級齒輪設計結果： ， d3=130.56mm , d4=413.44mmb3=110mm , b4=105mmda3=136.56mm , da4=419.44mmdf3=123.06mm , df4=405.94mmmn=3 mm , , a=272mm ， v=0.297m/s.4. 初算軸的直徑及軸結構的初步設計已知，最小軸徑的初算公式為，軸的材料均選用45鋼，調質處理，查得其許用應力-1b=60MPa , C=118107。（1）、高速軸因V帶傳動的壓軸力會對軸端產生較大的彎矩，所以C應取大值，取C=110

16、，則軸端直徑齒頂圓直徑：da3=136.56mmda4=419.44mm齒根圓直徑：df3=123.06mmdf4=405.94mm在該軸段與V帶輪相配處開有一個鍵槽，故應將dmin增大5%，得dmin=17.89mm,再根據(jù)設計手冊查標準尺寸，取d2min=25mm。初步設計其結構如下圖所示：圖2. 低速軸結構設計（2）、中間軸取C=108，則：在該軸段與齒輪相配處開有一個鍵槽，故應將dmin增大5%，得dmin27.786 mm,再根據(jù)設計手冊查標準尺寸，并考慮到滾動軸承的選型，取d3min=40 mm。初步設計其結構如下圖所示：圖3. 中間軸結構設計（3）、低速軸取C=105，則：在該軸

17、段與聯(lián)軸器相配處開有一個鍵槽，故應將dmin增大5%，得dmin=39.44mm,再根據(jù)設計手冊查標準尺寸，取d4min=40 mm。初步設計其結構如下圖所示：高速軸最小軸頸：d2min=25mm中間軸最小軸頸：d3min=40 mm低速軸最小軸頸：d4min=40 mm圖4. 低速軸結構設計5. 初選滾動軸承根據(jù)傳動特征：載荷平穩(wěn)，中載低速，有軸向和徑向載荷，初選圓錐滾子軸承，選擇型號結果如下表所示。表2. 軸承代號及其尺寸性能軸種類軸承代號dDTBCr/kNC0r/kN高速軸6207357235.51171510中間軸62105090140.49202719.8低速軸62105090427

18、.54202719.8由于三根軸上的齒輪圓周速度均小于2m/s，所以這三對圓錐滾子軸承均采用潤滑脂潤滑。七 聯(lián)軸器的選擇及計算1. 低速軸與工作機之間的聯(lián)軸器由于軸的轉速較低，傳遞的轉矩較大，又因為減速器與工作機常不在同一機座上，要求有較大的軸線偏移補償，因此選用承載能力較高的剛性可移式聯(lián)軸器，此處選用HL彈性柱銷聯(lián)軸器。計算轉矩，取工作情況系數(shù)KA=1.5，則：查表，選擇聯(lián)軸器型號：HL4型聯(lián)軸器。其主要尺寸如下表所示：表3. HL4彈性柱銷聯(lián)軸器主動端基本尺寸型號軸孔類型鍵槽類型d1LD2HL4Y型A型50112195滾動軸承選型結果：高速軸：6207中間軸：6210低速軸：6210低速軸

19、與工作機間聯(lián)軸器:HL4聯(lián)軸器八 鍵連接的選擇1. 大帶輪與高速軸間鍵的設計大帶輪與高速軸連接處軸頸d=25mm,初步選用A型鍵，采用45鋼調質處理。公稱尺寸：寬度b=8 mm，高度h=7 mm。該軸段長度l=60 mm，故根據(jù)標準，可取鍵長L=40 mm。2. 中間軸與其上大齒輪間鍵的設計中間軸上大齒輪與中間軸連接處軸頸d=46 mm,初步選用B型鍵，采用45鋼調質處理。其公稱尺寸：寬度b=16 mm，高度h=10 mm。該軸段長度l=50 m,可取鍵長L=30 mm。3. 低速軸與其上大齒輪間鍵的設計與計算低速軸上大齒輪與低速軸連接處軸頸d=56 mm,初步選用B型鍵，采用45鋼調質處理。

20、其公稱尺寸：寬度b=16mm，高度h=10 mm。該軸段長度l=70 mm，故根據(jù)標準，可取鍵長L=50mm。4. 低速軸與工作機間鍵的設計與計算工作機與低速軸連接處軸頸d=46 mm,初步選用A型鍵，采用45鋼調質處理。其公稱尺寸寬度b=12 mm，高度h=8 mm。該軸段長度l=110 mm，故根據(jù)標準，可取鍵長L=90 mm。大帶輪與高速軸間鍵：鍵GB/T 1096中間軸與其上大齒輪間鍵：鍵BGB/T 1096低速軸與其上大齒輪間鍵：鍵 GB/T 1096低速軸與工作機間鍵：鍵GB/T 1096 九 軸的強度校核計算1. 高速軸（1）、計算齒輪受力齒輪1的圓周力：齒輪1的徑向力：齒輪1的

21、軸向力：（2）、畫受力簡圖假定帶輪壓軸力的方向垂直向下，軸的轉向向右看為順時針方向，齒輪嚙合點的位置在上方，對于零件作用于軸上的分布力或轉矩均當成集中載荷作用于軸上零件寬度的中點（后面的受力分析均作此假設），則根據(jù)斜齒圓柱齒輪傳動的受力分析方法可知各分力的方向如圖所示。從而可進一步作出其彎矩圖和扭矩圖。齒輪1受力：圓周力：徑向力：軸向力：圖5. 高速軸的受力分析（3）、計算支反力鉛垂面內支反力： 水平面內支反力：高速軸鉛垂面內支反力：（4）、計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖和轉矩圖A鉛垂面彎矩齒輪所在截面處彎矩有突變，故：左截面：右截面：支點A處：B水平面彎矩分別作出鉛垂面和水平面上的彎矩圖，如圖5

22、（c）、（e）所示。C合成彎矩齒輪所在截面左截面：齒輪所在截面右截面：支點A處：由此作出合成彎矩圖，如圖5（f）所示。畫出扭矩圖，如圖5（g）所示，轉矩作用于齒輪所在截面與帶輪所在截面之間的軸段。（5）、計算當量彎矩軸單向運轉，載荷平穩(wěn)，為安全起見，將其轉矩看成脈動循環(huán)變化，取=0.6，則：齒輪所在截面左截面：高速軸水平面內支反力：齒輪所在截面右截面：支點A處：（6）、校核彎、扭合成強度分析可知，齒輪所在截面的左截面當量彎矩最大，屬于危險截面，此處軸頸d=48 mm,其抗彎模量W=0.1d3=（0.1×483）mm3=11059.2 mm3。由此可得，軸上該處所受彎曲應力為：顯然，軸

23、的強度非常足夠。從而該軸的結構設計合理。 十 潤滑和密封1. 齒輪的潤滑由于齒輪的圓周速度較小，均小于12m/s，故采用油池浸油潤滑。由于低速軸上大齒輪圓周速度較低（<0.5m/s），浸油深度可達1/61/3的齒輪半徑，故主要考慮中間軸上大齒輪的浸油深度。中間軸上大齒輪的齒高較小，故使其浸油深度為10mm。齒輪齒面硬度為280350HBS，圓周速度小于0.5m/s，查得其潤滑油粘度薦用值為266mm2/s(50攝氏度)，由此選擇L-CKC460中負荷工業(yè)齒輪油（GB/T5903-1995）。2. 滾動軸承的潤滑由于齒輪圓周速度小于2m/s，故采用潤滑脂潤滑，并在軸承內側安裝鑄造擋油盤以防

24、止箱內油進入軸承使?jié)櫥♂屃鞒龌蜃冑|。在裝配時將潤滑脂填入軸承座內，每工作36個月補充一次潤滑脂，每過一年，需拆開清洗更換潤滑脂。根據(jù)減速器工作要求，選用1號通用鋰基潤滑脂（GB7324-1991）潤滑。3. 密封本減速器中的密封只要是指軸承透蓋與軸之間采用氈圈油封，根據(jù)其軸頸選用氈圈40FZ/T92010-91。軸承座與軸承蓋間用密封墊圈密封。齒輪油池浸油潤滑潤滑油型號：L-CKC460中負荷工業(yè)齒輪油（GB/T5903-1995）滾動軸承脂潤滑潤滑脂型號：1號通用鋰基潤滑脂（GB7324-1991）計算與說明主要結果 十一 箱體及附件的結構設計和選擇1. 箱體 減速器的箱體采用鑄造（HT

25、150）制成，采用剖分式結構。為使機體有足夠的剛度在機體加肋。考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱，采用浸油潤滑，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH大于40mm。鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便。2. 軸承蓋與套杯 均選用凸緣式軸承蓋，其具體尺寸（見裝配圖上所示）依結構而定。3. 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作。根據(jù)減速器中心距選擇其具體尺寸，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6螺釘緊固（具體結構參考裝配圖）。4. 油面指示器 選用油標尺。油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。油標尺中心線與水平面呈45°